二級同軸式齒輪減速器設(shè)計說明書

1、目錄一、設(shè)計任務(wù)書-11、傳動方案的確定-12、電動機(jī)的選擇-23、傳動比的計算與分配-34、傳動裝置運(yùn)動、動力參數(shù)的計算-3二、傳動件的設(shè)計計算-41.帶傳動的設(shè)計-42.高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算-7 3.低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算-13三、斜齒圓柱齒輪上作用力的計算-19四、軸的設(shè)計計算-211.高速軸的設(shè)計-212.低速軸的設(shè)計-303.中間軸的設(shè)計-38五、減速器裝配草圖的設(shè)計-45六、潤滑油的選擇與計算-46參考資料-47二級同軸式斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計每日三班制工作，工作期限為7年。已知條件：輸送帶帶輪直徑d=320mm,輸送帶運(yùn)行速度v=0.628m/s,轉(zhuǎn)矩.一、傳動裝

2、置的總體設(shè)計1.1傳動方案的確定 1.2電動機(jī)的選擇計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果1、選擇電動機(jī)的類型 根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機(jī)2、選擇電動機(jī)的功率輸送帶所需拉力為 輸送帶所需功率為查表2-1，取v帶傳動效率=0.96， 一對軸承傳動效率=0.99，斜齒圓柱齒輪傳動效率=0.97，聯(lián)軸器傳動效率=0.99，則電動機(jī)到工作間的總效率為 =電機(jī)所需工作效率為根據(jù)表8-2選取電動機(jī)的額定功率 3、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 由表2-2知v帶傳動比,二級圓柱齒輪減器傳動比,則傳動比的范圍為 電機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為 由表8-2可知，符合這一要求的同步電動機(jī)由轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r

3、/min和3000r/min，考慮3000r/min的電動機(jī)轉(zhuǎn)速太高，而1000r/min的電動機(jī)體積大且貴，故選用轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機(jī)進(jìn)行試算，其滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min，型號為Y100L2-41.3傳動比的計算與分配計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果1、總傳動比2、分配傳動比根據(jù)傳動比范圍，取帶傳動比，減速傳動比為 高級傳動比為 1.4傳動裝置運(yùn)動、動力參數(shù)的計算計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果1、 各軸轉(zhuǎn)速 電動機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為 2、各軸輸入功率按電動機(jī)額定功率計算各軸輸入功率，即 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果3、各軸轉(zhuǎn)矩二、傳動件的設(shè)計計

4、算2.1帶傳動的設(shè)計計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果1、確定計算功率由于是帶式輸送機(jī)，每天工作三班，查機(jī)械設(shè)計（V帶設(shè)計部分未作說明皆查此書）表8-6得， 工作情況系數(shù) 2、選擇V帶的帶型 由、 由圖8-2選用A型V帶A型V帶3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8-7和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑驗(yàn)算帶速 ,故帶速合適。計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)表8-7，圓整為計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果4、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度 根據(jù)，初步確定中心距為 為使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值， 計算帶所需的基準(zhǔn)長度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度計算實(shí)際中心距a。5、驗(yàn)算小帶輪上的包角6、確定帶的根數(shù) 計算單根V

5、帶的額定功率由和，查表8-9得根據(jù)，i=2.5和A型帶，查表8-12得查表8-8得查表8-10得查表8-11得則可得 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果6、確定帶的根數(shù) 計算V帶的根數(shù)z。 取Z=37、計算初拉力由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量m=0.1kg/m，所以8、計算作用在軸上的壓力Q9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪結(jié)構(gòu)采用實(shí)心式，由表8-14查的電動機(jī)軸徑 D0=28mm由表8-15查得輪轂寬：其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定輪緣寬：大帶輪結(jié)構(gòu)采用輪輻式結(jié)構(gòu)，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與中的結(jié)構(gòu)設(shè)計同步進(jìn)行2.2高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果1、選擇材料、熱處理方式和公差

6、等級 考慮都帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪 調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度.平均硬度.,在之間。選用8級精度45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2、初步計算傳動的主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計。其計算設(shè)計公式即確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 初選螺旋角=12由圖9-2選取區(qū)域系數(shù)c) 齒數(shù)比d) 初選則取，則端面重合度 軸向重合度為e) 小齒輪傳遞的傳矩f) 由表8-18選取齒寬系數(shù)計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果2、初步計算傳動的主要尺寸g) 由表8-19查得材料彈性影響系數(shù) h)許用接觸應(yīng)力課用下式計算由圖8

7、-4e、a按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限i)小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：j)由圖8-5查得接觸疲勞壽命系數(shù)k)計算接觸疲勞許用應(yīng)力：由表8-20取安全系數(shù)，得取 l)試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得(3).確定傳動尺寸a) 計算載荷系數(shù)由表8-21查得使用系數(shù)。因?yàn)橛嬎沩?xiàng)目計算及說明計算結(jié)果(3).確定傳動尺寸由圖8-6查得動載荷系數(shù) 由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)則載荷系數(shù)為 b) 對進(jìn)行修正因?yàn)镵與K有較大差異，故需對Kt計算出的進(jìn)行修正，即c) 確定模數(shù)按表8-23，取d) 計算傳動尺寸中心距為圓整為，則螺旋角為

8、因值與初選值相差較大，故與有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行需修正由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)端面重合度為 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果(3).確定傳動尺寸 軸向重合度 由8-3查得重合度系數(shù)由圖11-2查得螺旋角系數(shù) 由圖8-6查得動載荷系數(shù)載荷系數(shù)K不變按表8-23取 中心距為 圓整為，則螺旋角為 修正完畢，故計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果(3).確定傳動尺寸取 取(4)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 a)b) 齒寬b=b2=65mmc) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為 由圖8-8查得;由圖8-9查得d) 由圖8-10查得重合度系數(shù)e) 由圖11-3查得螺旋角系數(shù)f) 許用彎曲應(yīng)力為 計算項(xiàng)目計算及說

9、明計算結(jié)果(4)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應(yīng)為由圖8-11查得壽命系數(shù)由表8-20查得安全系數(shù) 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度(5)計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù)齒頂高齒根高全齒高頂隙計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果(5)計算齒輪傳動其他幾何尺寸齒頂圓直徑為齒根圓直徑 2.3低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果（1）選擇材料、熱處理方式和公差等級 由于低速級傳遞的轉(zhuǎn)矩大，故齒輪副相應(yīng)的材料硬度要大于高速級的材料。故大、小齒輪分別選用45鋼和40Cr，均調(diào)制處理，由表8-17得齒面硬度。平均硬度， 基本符合要求。選用8級精度大齒輪45鋼小齒輪40Cr小齒輪調(diào)質(zhì)處理

10、大齒輪調(diào)質(zhì)處理8級精度（2）初步計算傳動的主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計。其計算設(shè)計公式即確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 初選螺旋角=12由圖9-2選取區(qū)域系數(shù)c) 齒數(shù)比d) 初選則取，則端面重合度 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果（2）初步計算傳動的主要尺寸 軸向重合度為h) 小齒輪傳遞的傳矩i) 由表8-18選取齒寬系數(shù)j) 由表8-19查得材料彈性影響系數(shù) h)許用接觸應(yīng)力可用下式計算i)由圖8-4e、a按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限j)由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：k)由圖8-5查得接觸疲勞壽命系數(shù)l)計算接觸疲勞

11、許用應(yīng)力：由表8-20取安全系數(shù)，得計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果（2）初步計算傳動的主要尺寸 取 (3)確定傳動尺寸a) 計算載荷系數(shù)由表8-21查得使用系數(shù)。因?yàn)橛蓤D8-6查得動載荷系數(shù) 由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)則載荷系數(shù)為b) 對進(jìn)行修正因?yàn)镵與K有較大差異，故需對Kt計算出的進(jìn)行修正，即計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果(3)確定傳動尺寸c) 確定模數(shù) 按表8-23，取d) 計算傳動尺寸中心距為圓整為，則螺旋角為因值與初選值相差較大，故與有關(guān)的參數(shù)需修正故由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)端面重合度為 軸向重合度 由8-3查得重合度系數(shù) 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)計算

12、項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果(3)確定傳動尺寸 由圖8-6查得動載荷系數(shù)載荷系數(shù)K不變按表8-23取 中心距為 圓整為，則螺旋角為 修正完畢，故取取計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果（4）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 a)b) 齒寬b=b2=75mmc) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為 由圖8-8查得;由圖8-9查得d) 由圖8-10查得重合度系數(shù)e) 由圖11-3查得螺旋角系數(shù)f) 許用彎曲應(yīng)力為 由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應(yīng)為由圖8-11查得壽命系數(shù) 由表8-20查得安全系數(shù) 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果（4）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 (5)計算齒輪傳動其他幾何

13、尺寸 端面模數(shù)齒頂高齒根高全齒高頂隙齒頂圓直徑為齒根圓直徑 三、斜齒圓柱齒輪上作用力的計算 齒輪上作用力的計算計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果高速級齒輪傳動的作用力已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速為計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果 高速級齒輪傳動的作用力 高速級齒輪的螺旋角，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪左旋，分度圓直徑為 齒輪1的作用力 其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反 徑向力為 其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪1的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為 其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四指 的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向 法向力為 齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應(yīng)的各

14、力大小相等，方向相 反低速級齒輪傳動的作用力 已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速為，低級齒輪的螺旋角，為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力相互抵消一部分，低速小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為齒輪3的作用力 圓周力為 其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反 徑向力為 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果低速級齒輪傳動的作用力 其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪3的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為 其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為 齒輪4的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的各力大小相等，方向相反4、 軸的設(shè)計計算4.1高速軸的設(shè)計與計算計

15、算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果1.已知條件 高速軸傳遞的功率,轉(zhuǎn)速，小齒輪分度圓直徑，齒輪寬度2.選擇材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理45鋼，調(diào)質(zhì)處理3.初算軸徑查表9-8得，考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，也承受彎矩，故取中間值，則 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大，軸端最細(xì)處直徑 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的構(gòu)想如圖（1）所示 a、軸承部件的設(shè)計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果4.結(jié)構(gòu)設(shè)計剖分時結(jié)構(gòu)。該減速器的機(jī)體采用剖分時結(jié)構(gòu)。該減速器發(fā)熱小、軸 不長，故軸承采用兩端固定的方式。然后，可按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處

16、開始設(shè)計 b、軸段的設(shè)計 軸端上安裝帶輪，此段設(shè)計與帶輪輪轂孔的設(shè)計同步進(jìn)行。初定軸端的軸徑 ，帶輪輪轂的寬度為，結(jié)合帶輪結(jié)構(gòu)，取帶輪輪轂的寬度，則軸端的長度略小于轂空寬度，取 c、密封圈與軸段的設(shè)計 在確定軸端的軸徑時，應(yīng)同時考慮帶輪的軸向固定級密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度。軸段的軸徑，其最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可用氈圈油封，查表8-27，選取氈圈,則。 d、軸承與軸段和軸段的設(shè)計 考慮齒輪有軸向力存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選用圓錐滾子軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為30207，由表9-9得軸承內(nèi)徑，外徑

17、，寬度，內(nèi)圈定位直徑，外圈定位直徑，對軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離，故。該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要檔油環(huán)。為補(bǔ)償箱體鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面距箱體內(nèi)壁距離取。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內(nèi)部，該處軸承采用油潤滑，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可是軸承內(nèi)圈圓斷面與軸承座端面共面，故可取計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果4.結(jié)構(gòu)的設(shè)計e、齒輪與軸段的設(shè)計 該軸段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定。齒輪分度圓直徑比較小，采用實(shí)心式，齒輪寬度為，為保證套筒能夠頂?shù)烬X輪左端面，該處軸徑長度應(yīng)比齒輪

18、寬度略短，取 f、軸段的設(shè)計齒輪右側(cè)采用軸間定位，定位軸肩的高度 取，則軸肩直徑，取，該軸段也可提供右側(cè)軸承的軸向定位。齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離，以及齒輪右端面與右軸承左端面的距離均取為，則箱體內(nèi)壁與高速軸承座端面的距離 g、軸段和軸段的長度 軸段的長度除于軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的厚度，由表4-1可知，下箱座壁厚 取，取軸承旁連接螺栓為M12，則箱體軸承座寬度，取，可取箱體凸緣連接螺栓為M10，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為，取為M8，由表8-30，軸承端蓋凸緣厚度取為 Bd=10mm；端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度取為；端蓋連接螺釘查表8-29，取為螺

19、栓；計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果為在不拆卸帶輪的條件下，可以拆裝軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離，帶輪采用輪輻式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。則有 軸段的長度為h、軸上力的作用點(diǎn)間距軸承反力的作用點(diǎn)與軸承外圈大端面的距離，則由圖13-5a可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為5.鍵連接帶輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31選其型號為鍵-1990，齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31選其型號為鍵 6. 軸的受力分析 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖（2）、b所示 計算支承反力 在水平面上為 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果6.軸的受力分析 式中負(fù)號表示與圖中所畫的方向相反 在垂直平面

20、上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 畫彎矩圖 彎矩圖如圖（2）c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面為 b-b剖面右側(cè)為 b-b剖面左側(cè)為 在垂直平面為 合成彎矩，剖面左側(cè) 剖面左側(cè)為 剖面右側(cè)為計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果6.軸的受力分析（4）畫轉(zhuǎn)矩圖 如圖（2）、f所示，7.校核軸的強(qiáng)度而剖面彎矩較大，也作用彎矩，且有鍵槽，故剖面為危險剖面。 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 彎曲應(yīng)力為 扭剪應(yīng)力為按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，取折合系數(shù)，則 當(dāng)量應(yīng)力為 由表8-26查得45號鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查得軸的許用應(yīng)力，強(qiáng)度滿足

21、要求。軸的強(qiáng)度滿足要求8.校核鍵連接的強(qiáng)度 帶輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果8.校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 鍵、軸和帶輪的材料都選為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度滿足要求鍵連接強(qiáng)度足夠9.校核軸承壽命（1）計算軸承的軸向力 由9-9查得30207軸承的C=54200N，e=0.37,Y=1.6。由表9-10查得軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力A=347.80N，則則兩軸承的軸向力分別為 （2）計算當(dāng)量動載荷 由則軸承1的當(dāng)量動載荷為因 則軸承2的當(dāng)量動載荷為（4）校核軸承壽命 因，故只需校核軸承1計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果9.校核軸

22、承壽命的壽命，。軸承在以下工作，查表8-34得，查表8-35中得，軸承1的壽命為減速器預(yù)期壽命為 ，故軸承壽命足夠軸承壽命滿足要求 （1）高速軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖 4.2低速軸的設(shè)計計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果1.已知條件低速軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑，齒輪寬度2.選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，查表8-26選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)質(zhì)處理3.初算軸徑查表9-8得，考慮軸端承受轉(zhuǎn)矩，故取較小值，則 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑為4.結(jié)構(gòu)的設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖（3）所示。（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸

23、承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計（2）聯(lián)軸器及軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器選擇同步進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取，則計算轉(zhuǎn)矩 由表8-38查得GB/T 5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器復(fù)合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為，軸孔范圍為?？紤]，取聯(lián)軸器轂孔直徑為45mm，軸孔長度為，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX3 GB/T 5014-2003，相應(yīng)的軸段的直徑，其長度略小于轂孔寬度，取(3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸

24、肩高度。軸段的軸徑，其最終由密封圈確計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果4.結(jié)構(gòu)設(shè)計 定。該處軸的圓周速度小于2.5m/s，可選用氈圈油封，選氈圈查表8-27選取55 JB/ZQ 46061997，則（4）軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力較大，接有較大的軸向力和徑向力，應(yīng)選用圓錐滾子軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)即便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承30212，由中表9-9得軸承內(nèi)徑，外徑mm，內(nèi)圈寬度mm，總寬度T=23.75mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑mm，外圈定位內(nèi)徑，軸上定位端面圓角半徑最大為mm，對軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離，故。該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,軸承采用脂潤滑，需

25、要擋油環(huán)，為補(bǔ)償箱體內(nèi)壁鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，承軸靠近箱體內(nèi)壁的端面與箱體內(nèi)壁距離取通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則。同軸式減速器該處軸承座完全處與箱體內(nèi)部，該處軸承采用油潤滑，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮去，可使軸承內(nèi)圈面與軸承端面共面，故可取。該處軸承與高速軸右端軸承共用一個軸承座，兩軸承相臨端面間距離取為6.5mm，滿足安放拆卸軸承工具的空間要求，則軸承座寬度等于兩軸承的總寬度與其端面間距的和即齒輪與軸段的設(shè)計 該軸段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定齒輪4輪轂的寬度范圍為，取其輪轂寬度為，其左端面與齒輪左側(cè)輪緣處于同一平面內(nèi)，采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端

26、面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段的長度應(yīng)比齒輪4的輪轂略短，故取軸段的設(shè)計 齒輪左側(cè)采用軸肩定位，定位軸肩的高度為計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果4.結(jié)構(gòu)設(shè)計取，則軸肩直徑，齒輪左端面與輪轂右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為，則箱體內(nèi)壁與低速軸左側(cè)軸承座端面的距離 取，該軸段也可提供軸承的軸向定位7）軸段與軸段的長度 軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。為在不拆聯(lián)軸器的條件下，可以裝拆軸承端蓋的連接螺栓，取聯(lián)軸器轂端面與軸承端蓋表面距離，則有軸段的長度為（8） 軸上力作用點(diǎn)間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圓大端面的距離 ，則由圖13-7可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為 計算項(xiàng)目計算及說明

27、計算結(jié)果5.鍵鏈接聯(lián)軸器與軸段及齒輪與軸段間均采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分別為鍵14×70 GB/T 1096-1990 和鍵18×70GB/T 1096-19906.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖，軸受力簡圖如圖（4）b所示（2）計算支撐反力在水平面內(nèi) 在垂直面上 軸承1的總支撐反力為： 軸承2總支撐反力為： （3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖（4）c,d和e所示 在水平面上，a-a剖面圖左側(cè)為 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果6.軸的受力分析a-a剖面右側(cè)為 在垂直面上，a-a剖面為 合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面右側(cè)為 （4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖（4）

28、f, 7.校核軸的強(qiáng)度因a-a剖面右側(cè)彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，其軸徑較小，故a-a截面為危險剖面。其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 彎曲應(yīng)力為 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果7.校核軸的強(qiáng)度扭剪應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行計算校核，對于單向轉(zhuǎn)動的軸承，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為 由表8-26可查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，由表8-32可查得軸的許用彎曲應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求。軸的強(qiáng)度滿足要求8、校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪4處鍵連接的擠壓應(yīng)力為軸聯(lián)器處處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 取鍵、軸、齒輪及聯(lián)軸器的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度足夠 鍵連接強(qiáng)度滿足要求9、校核軸承壽命（1）計算軸承的軸向力 由表

29、9-9查得30212的C=102000N，e=0.4,Y=1.5。由表9-10軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果9、校核軸承壽命外部軸向力A=1300.16N，則 則兩軸承的軸向力分別為 （2） 計算當(dāng)量動載荷 因?yàn)?，故只需校核軸承2，因當(dāng)量動載荷為 （3）校核軸承壽命 軸承在以下工作，查表8-34中得，查得表8-35載荷系數(shù) 軸承2的壽命為 ，故軸承壽命足夠軸承壽命足夠 （3）低速軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想圖 圖4、低速軸的結(jié)構(gòu)與受力分析 4.3中間軸的設(shè)計計算計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果1、已知條件中間軸傳遞功率為轉(zhuǎn)速，小齒輪分度圓直徑，齒輪寬 度 2、選擇

30、軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理 45鋼，調(diào)質(zhì)處理3、初算軸徑查表9-8得，考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，也承受彎矩，故取中間值，則  4、結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的構(gòu)想如圖（5）所示軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計（2） 軸段和軸段和軸段的設(shè)計 該軸段上安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行。考慮齒輪油軸向力存在，且圓周力與徑向力均較大，選用圓錐滾子軸承。軸段和上安裝軸承，其直徑應(yīng)即便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承30208經(jīng)過驗(yàn)算不滿足設(shè)計要

31、求，改變直徑系列選30207設(shè)計計算，由表9-9得軸承內(nèi)徑，外徑，內(nèi)圈寬度，軸承總寬度，內(nèi)圈定位軸徑，外圈定位直徑，軸承內(nèi)圈對軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離，故通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 （3） 齒輪軸段和軸段的設(shè)計軸段上安裝齒輪2，軸段上安裝齒輪3.為便于齒輪的安裝，和應(yīng)分別略大于和，可初定。查表8-31知該計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果4、結(jié)構(gòu)設(shè)計處鍵的截面尺寸為，輪轂鍵槽深度，齒輪3上齒根圓與鍵槽頂面的距離。故齒輪3設(shè)計成齒輪軸，材料為調(diào)制處理。齒輪2右端采用軸肩定位，左端采用軸筒固定，齒輪2輪轂的寬度范圍，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段的長度應(yīng)比

32、相應(yīng)齒輪的輪轂略短，因，故?。?） 軸段的設(shè)計 該段為齒輪2提供定位，其軸肩高度范圍為，取高度為，故齒輪3右端面距離箱體內(nèi)壁距離取為，齒輪 2的左端面距離箱體內(nèi)壁的距離為 高速軸右側(cè)的軸承與低速軸左側(cè)的軸承共用一個軸承座，其寬度為，則箱體內(nèi)壁寬度為 則軸段的長度為軸段及軸段的長度 軸承采用脂潤滑，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為，則軸段的長度為計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果4、結(jié)構(gòu)設(shè)計軸段的長度為軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離=21mm，則由圖13-10可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為 5、鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分別為鍵12×

33、56 GB/T 1096-1990 和鍵16×80GB/T 1096-19906、軸的受力分析1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖(6)a所示2）計算軸承支承反力 在水平面上為 在垂直平面上為計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果6.軸的受力分析 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖（6）b、c、d所示在水平面上，a-a剖面圖左側(cè)為 a-a剖面右側(cè)為b-b剖面右側(cè)為b-b剖面左側(cè)為在垂直面上為 計算項(xiàng)目計算及說明計算結(jié)果6.軸的受力分析 合成彎矩，a-a剖面的左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為 b-b剖面左側(cè)為b-b剖面右側(cè)為4)畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖（6）e所示，7.校核軸的強(qiáng)度因b-b剖面左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故b-b剖面左側(cè)為危險剖面。B-b剖面的抗彎截面系數(shù)為試中為齒輪